Ргр тепломассообмен. Курсовая работа защищена с оценкой

• Название: Курсовая работа защищена с оценкой
• Анкор: Ргр тепломассообмен
• Дата: 16.05.2022
• Размер: 0.91 Mb.
• Имя файла: rgr_ermolin.fin.docx
• Тип: Курсовая; #531391

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение
высшего образования
ИРКУТСКИЙ национальный исследовательский
ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Институт энергетики
Кафедра теплоэнергетики

Допускаю к защите:________________

Руководитель: Иванов С.Д.


«Тепловой расчёт вертикального подогревателя сетевой воды»


ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовой работе по дисциплине
Тепломассообмен
1.004.00.00 ПЗ

Выполнил студент группы: ЭСТб-20-1 Ермолин Д.А.

шифр подпись
Проверил преподаватель: Иванов С.Д.

подпись
Курсовая работа защищена с оценкой__________________________________
Иркутск, 2022 г.

Содержание

Введение 5

1. Исходные данные 7

1.1. Дополнительное задание 7

2. Тепловой расчёт поверхностных пароводяных 8

теплообменных аппаратов ТЭС 8

2.1. Определение мощности теплового потока 9

2.2. Средний температурный напор 9

2.3. Коэффициент теплопередачи 10

2.4. Теплоотдача при вынужденном течении жидкости внутри труб 10

2.5. Теплоотдача при конденсации пара на наружной поверхности труб 11

Конденсация на наружной поверхности вертикальных труб. При пленочной конденсации сухого насыщенного неподвижного пара и при ламинарном стекании пленки конденсата для определения коэффициента теплоотдачи может быть использована формула Нуссельта [4]: 11

2.6. Первое приближение 13

2.6.1 Определение количества труб в пучке 13

2.7. Второе приближение 14

2.7.1. Графоаналитический метод расчёта 14

2.8. Третье приближение 17

2.8.1. Теплоотдача при конденсации пара на наружной поверхности труб 17

2.9. Четвёртое приближение 19

3. Пятое приближение 21

3.1. Конструктивный расчёт 23

4.Дополнительное задание 23

Заключение 25

Список использованных источников 26

Введение

Назначение регенеративных подогревателей сетевой воды – использование в качестве греющей среды пара промежуточных отборов турбин для снижения потерь теплоты в конденсаторах и повышения термического КПД тепловых электрических станций и ТЭЦ.[1]

Сетевые подогреватели служат для подогрева паром из отбора турбин сетевой воды, используемой для отопления, вентиляции и горячего водоснабжения тепловых потребителей. В зависимости от температурного графика тепловых сетей подогрев воды в сетевых подогревателях осуществляется от 40-70 до 70-120 °С. Поэтому в качестве греющей среды используется пар из двух совместно регулируемых теплофикационных отборов турбин с интервалом давлений в нижнем отборе от 0,05 до 0,2 МПа, а в верхнем – от 0,06 до 0,25 МПа.[1]

На рисунке 1 изображён вертикальный сетевой подогреватель ПСВ-315-14-23. В марке аппарата отражены его характеристики: аббревиатура ПСВ – назначение, первое число – площадь поверхности теплообмена, м² (315), второе и третье числа – рабочие давления в паровом и водяном пространстве, кгс/см².[1]

Основными отличиями ПСВ от ПНД, является то, что поверхность нагрева выполнена в форме пучка 3 из прямых труб диаметром 19×1мм, кроме того, имеются нижняя “плавающая” водяная камера 5 и трубная доска. Использование прямых труб объясняется тем, что сетевая вода хуже очищена, чем питательная, и содержит больше примесей, поэтому требуется периодическая чистка труб. [1]

Сетевая вода подводится и отводится через патрубки «А» и «Б» в своде верхней водяной камеры 1. Верхняя и нижняя трубные доски соединены анкерными трубами 4. Верхняя трубная доска жёстко соединена с корпусом подогревателя 2, а нижняя трубная доска соединена с нижней водяной камерой 5 анкерными связями 6. Концы труб развальцованы в верхней и нижней трубных досках. [1]

Поэтому нижняя водяная камера висит на трубах и свободно может перемещаться относительно корпуса при нагревании и удлинении труб, так как труба изготовлена из латуни, а корпус – из стали и при одной и той же температуре удлинение различно. [1]

Верхняя и нижняя водяные камеры имеют перегородки для организации двух – или четырехходового движения воды с целью увеличения скорости и коэффициента теплоотдачи и уменьшения площади поверхности нагрева.[1]

«А», «Б» – патрубки подвода и отвода сетевой воды. Пар подаётся в подогреватель в патрубок «В» в верхней части корпуса и совершает зигзагообразное поперечное движение благодаря горизонтальным перегородкам по высоте подогревателя. Конденсат греющего пара отводится через нижний патрубок «Д». Через патрубок «Г» подводится дренаж от подогревателя с более высоким давлением греющего пара.[1]




Рисунок 1 - Вертикальный сетевой подогреватель ПСВ-315-14-23:

А, Б – патрубки подвода и отвода сетевой воды; В – подвод греющего пара; Г – подвод конденсата из других ПНД; Д – отвод конденсата пара.

1. Исходные данные

Условие. Сетевая вода при давлении P₂с расходом G₂ и скоростью ω подаётся в вертикальный сетевой подогреватель (ПСВ) с температурой и, совершив по латунным трубам (латунь Л68, , диаметр 19x1 мм) m ходов, выходит из аппарата с температурой . Греющей средой является насыщенный пар с давлением P₁и температурой (t_н), который проходит в межтрубном пространстве и конденсируется на наружной поверхности труб.

Определить площадь поверхности теплообмена подогревателя, количество и длину труб, диаметр корпуса аппарата. Теплопотери с наружной поверхности подогревателя Q_п принять равными 1% теплоты, отдаваемой паром Q₁. Исходные данные для расчёта приведены в таблице 1.

1.1. Дополнительное задание

2. Рассчитать, как изменятся площадь поверхности теплообмена F и длина труб , если при неизменных условиях заменить материал труб на сталь 20.

Таблица 1 – Исходные данные

Вариант	Греющая среда – пар		Нагреваемая среда – сетевая вода							ДЗ
	, МПа	,	, МПа	, кг/с	, м/с	,	,	m
5	0,78	169,4	1,57	48,6	2	70	110	4	1

2. Тепловой расчёт поверхностных пароводяных

теплообменных аппаратов ТЭС

В основе теплового конструктивного расчёта рекуперативных теплообменных аппаратов лежат 2 уравнения – уравнение теплового баланса и уравнение теплопередачи.

Уравнение теплового баланса в общем виде
Q₁ = Q₂ + Q_п ,

где Q₁ – теплота, отдаваемая горячим теплоносителем; Q₂ – теплота, воспри-нимаемая холодным теплоносителем; Q_п – теплопотери на наружной поверх-ности теплообменного аппарата.

В поверхностных рекуперативных теплообменных аппаратах ТЭС греющая среда (пар) движется в межтрубном пространстве, а нагреваемая вода - внутри труб кожухотрубного аппарата. В этом случае уравнение теплового баланса может быть записано в виде



где - коэффициент, учитывающий тепловые потери на наружной поверхности аппарата. При этом расчётной величиной для определения площади поверхности теплообмена является тепловой поток, передаваемый через стенку от пара к воде Q₂.

Уравнение теплопередачи

Q = k tF ,

где k – коэффициент теплопередачи; t – средний температурный напор; F – площадь поверхности теплообмена.

Целью теплового конструктивного расчёта является определение площади

поверхности теплообмена из уравнения теплопередачи

F = Q/(k t), (1)

т.е. расчёт сводится к определению величин в правой части уравнения (1).

2.1. Определение мощности теплового потока

Уравнение теплового баланса для пароводяного теплообменного аппарата может быть записано в следующем виде:

,
где D₁, , и G₂, , - соответственно массовые расходы энтальпии на входе и на выходе из аппарата пара и воды.[1]

Если в аппарат поступает сухой насыщенный пар, а из аппарата выходит конденсат при температуре насыщения t_н, то тепловой поток, отдаваемый паром при конденсации, может быть определён по уравнению:

Q₁ = D₁∙r

Тепловой поток, воспринимаемый водой:



где r – теплота парообразования; c_p2, , - средняя массовая изобарная теплоёмкость в данном интервале изменения температуры и температура воды на выходе и на входе [1].

Средняя температура воды:



Теплоёмкость воды при температуре 90 ^оС [2]:



Тепловой поток, воспринимаемый водой равен:



Тепловой поток, отдаваемый паром:

2.2. Средний температурный напор

Для пароводяных сетевых теплообменных аппаратов греющей средой является насыщенный водяной пар, который конденсируется на поверхности труб. Температура насыщения t_н при этом постоянна, поэтому независимо от схемы движения теплоносителей средний температурный напор рассчитывается по формуле [1]:

2.3. Коэффициент теплопередачи

В поверхностных пароводяных теплообменных аппаратах ТЭС водяной пар подается в межтрубное пространство. Интенсивность теплоотдачи при конденсации на наружной поверхности труб при этом ниже, чем интенсивность теплоотдачи от внутренней поверхности труб к нагреваемой воде (α₁<α₂). Поэтому тепловой поток принято относить к наружной поверхности труб, и коэффициент теплопередачи определяется по формуле
.

2.4. Теплоотдача при вынужденном течении жидкости внутри труб

Расчет теплоотдачи начинается с определения числа Рейнольдса:



где кинематический коэффициент вязкости (м²/с); –скорость течения воды (м/с);d₁–внутренний диаметр трубы (м) [1].

Режим течения в трубах подогревателей, как правило, турбулентный (Re>10⁴), поэтому для расчетов используют уравнение теплоотдачи И.М.Михеева [3]. Поправку И.М.Михеева при этом не вводят, так как температуры воды и стенки близки и, следовательно, поправка близка к единице [1]:



Средняя температура воды:



Характеристики воды при и [4]:



где – теплопроводность (Вт/(м²∙К)); – число Прандтля.



Режим течения турбулентный:



Рассчитаем коэффициент теплоотдачи от внутренней поверхности труб к нагреваемой воде [1]:

.

2.5. Теплоотдача при конденсации пара на наружной поверхности труб

Конденсация на наружной поверхности вертикальных труб. При пленочной конденсации сухого насыщенного неподвижного пара и при ламинарном стекании пленки конденсата для определения коэффициента теплоотдачи может быть использована формула Нуссельта [4]:

,





где характеристики конденсата при его средней температуре; плотность пара, ; длина (высота) труб, м.

При значительной разности температур ( ) и высоте труб происходит турбулизация стекания пленки. Переход от ламинарного к турбулентному режиму стекания пленки определяют по величине приведенной длины Z; то есть
, (5)
где физические характеристики конденсата λ, υ, μ определяются по его средней

температуре , а теплота парообразования по температуре насыщения t_н.

При Z>2300 на высоте H_кр от верхней кромки стекающей пленки происходит переход от ламинарному к турбулентному течения пленки. При комбинированном течении пленки конденсата средней по длине трубы lкоэффициент теплоотдачи определяется по формуле
, (6)
где Pr_н и Pr_с – значения числа Прандтля для конденсата при температурах t_н и t_с.
Конденсация на горизонтальных трубах и пучках труб. Коэффициент теплоотдачи при конденсации неподвижного пара на поверхности горизонтальной трубы или пучка труб может быть определен по формуле Нуссельта [10 ]:

, (7)
где l₀ – определяющий размер – наружный диаметр d_н (d₂) для одиночной трубы или l = nd_н – для пучка из n рядов горизонтальных труб.

Влияние скорости движения пара на интенсивность теплоотдачи может быть существенным, так как движение пара в направлении стекания пленки приводит к ускорению стекания пленки и уменьшению ее толщины. В результате коэффициент теплоотдачи при конденсации возрастает. Влияние скорости набегающего потока ω₀ следует учитывать при условии >1 [1].

Коэффициент теплоотдачи для первого ряда пучка, омываемого сверху вниз насыщенным паром, может быть рассчитан по формуле [1, 10]:

, (8)

где α_н – коэффициент теплоотдачи для первого ряда пучка при конденсации не-подвижного пара; все физические характеристики конденсата и пара берутся при температуре насыщения. Для всего пучка средний коэффициент теплоотдачи можно определить по формуле

, (9)
где x – степень сухости; (1-x) – степень конденсации пара; n – число рядов в пучке. Если пар полностью конденсируется при прохождении через пучок, то степень сухости на выходе x= 0, и уравнение (9) примет вид:

. (10)

2.6. Первое приближение

2.6.1 Определение количества труб в пучке

Этот расчет предшествует окончательному определению интенсивности теплоотдачи при конденсации, коэффициента теплопередачи, плотности теплового потока, площади поверхности теплообмена и длины труб.

Количество труб в одном ходе воды определяется из уравнения неразрывности потока как [1]:



где m – число ходов воды (шт); ρ – плотность воды при средней температуре (кг/м³); G–расход воды (кг/ч).

Характеристики воды при и : .



Рассчитаем число труб:



Примем коэффициент теплоотдачи [1].

Поверхность теплообмена:



Длина труб[1]:



где – наружный диаметр труб (м).

2.7. Второе приближение

2.7.1. Графоаналитический метод расчёта

Применение этого метода обусловлено тем, что температура наружной поверхности неизвестна, что затрудняет определение плотности теплового потока [1].

Из условия стационарности теплообмена плотность теплового потока при отнесении к площади наружной поверхности выражается равенствами [1]:


где:




При этом средний температурный напор [1]:



Уравнение можно представить в виде[1]:

,

где – константы.




Вода при температуре и :

.

Плотность насыщенного пара при










Таблица 2 – Зависимость температурных напоров от плотности теплового потока

,	q, кВт/
	50	70	90	110	130
	7,080339	11,088975	15,5030582	20,25898	25,313478
	0,50316359	0,70442903	0,90569446	1,1069599	1,30822534
	4,4346075	6,2084505	7,9822935	9,7561365	11,5299795
	12,0181101	18,0018545	24,3910462	31,1220764	38,1516828

Задавая плотность потока с определенным шагом, получаем ряд значений температурных напоров Δt₁, Δt₂, Δt₃ и суммарный температурный напор в соответствии с уравнением. Полученные расчетные данные заносим в таблицу 2, затем строим график зависимости . Проектируя на кривую зависимости суммарного напора от плотности потока ранее рассчитанное значение среднего температурного напора, получаем искомое значение плотности теплового потока.



Рисунок 2 – Графоаналитическое определение плотности теплового потока
:








Площадь поверхности теплообмена :


Длина труб :

2.8. Третье приближение

2.8.1. Теплоотдача при конденсации пара на наружной поверхности труб

Средняя температура конденсата :



При этой температуре :



Переход от ламинарного к турбулентному режиму стекания плёнки определяется по величине приведенной длины Z :



7573,383

режим переходный от ламинарного к турбулентному .

Коэффициент теплоотдачи при комбинированном течении пленки конденсата по трубе :





где – значения числа Прандтля для конденсата при температурах :



Коэффициент теплопередачи :






Площадь поверхности нагрева :


Длина труб :

2.9. Четвёртое приближение

Средняя температура конденсата :



При этой температуре :



Переход от ламинарного к турбулентному режиму стекания плёнки определяется по величине приведенной длины Z :


4886,019
режим переходный от ламинарного к турбулентному

Коэффициент теплоотдачи при комбинированном течении пленки конденсата по трубе







где – значения числа Прандтля для конденсата при температурах



Коэффициент теплопередачи :









Площадь поверхности нагрева :




Длина труб :

3. Пятое приближение

Средняя температура конденсата :


При этой температуре :



Переход от ламинарного к турбулентному режиму стекания плёнки определяется по величине приведенной длины Z :


4875,088
режим переходный от ламинарного к турбулентному .

Коэффициент теплоотдачи при комбинированном течении пленки конденсата по трубе :






где – значения числа Прандтля для конденсата при температурах


Коэффициент теплопередачи :






Площадь поверхности нагрева :



Длина труб :



Расчет можно считать законченным, т.к. расхождения расчетных данных последнего и предыдущего расчетов не превышают 5%.

3.1. Конструктивный расчёт

Длина (высота) труб определяется через рассчитанную площадь поверхности теплообмена (по наружному диаметру). Длина (или высота) аппарата определяется в соответствии с принятыми соотношениями основных конструктивных элементов: длины корпуса, водяных камер и т.д.

Площадь поперечного сечения пучка:

где – межцентровое расстояние между трубами, при развальцовке ; коэффициент , учитывающий площади криволинейных треугольников между тремя смежными кругами, можно принять равным 1,017.

Внутренний диаметр кожуха многоходового теплообменника:


Таблица 3 – Данные теплового и конструктивного расчёта ПСВ

				k		F	N	l
МВт	МВт						штук	м	м
					77,7		444

4. 
   Дополнительное задание
   

Определить, как изменятся площадь поверхности F теплообмена и длина труб , если при неизменных расходе воды, количестве труб и других данных вода будет совершать только один ход.

При этих условиях из формулы количества труб в одном ходе видно, что будет меняться скорость теплоносителя – воды:



где m – число ходов воды: m=1

Число труб, согласно основному расчёту, равно 444, по условию задания оно должно быть неизменным, отсюда изменится скорость воды :

Характеристики воды при и :



Найдём число Рейнольдса для этой скорости :


Режим течения турбулентный. Найдём число Нусельта :


Коэффициент теплоотдачи от трубок к сетевой воде :


Найдём коэффициент теплопередачи :





Площадь поверхности нагрева :



Площадь поверхности F теплообмена увеличивается на 42,68 %

Определим длину труб:


Длина труб увеличивается на 42%.

Заключение

В процессе выполнения курсовой работы была изучена методика и произведён тепловой и конструктивный расчёт характеристик вертикального подогревателя сетевой воды. Данные расчёта сведены в таблицу (таблица 3).

Анализируя расчёты по дополнительному заданию, можно сделать вывод, что при замене материала труб на сталь 20 (Л68 на Ст20) снижается теплопроводность, которая, в свою очередь, приводит к уменьшению коэффициента теплопередачи. Уменьшение коэффициента теплопередачи приводит к увеличению площади поверхности нагрева и, следовательно, увеличению длины труб. В итоге можно сказать, что, если в вертикальном подогревателе сетевой воды будут использоваться трубы из материала сталь 20 (Ст20), а не из латуни (Л68), то это приведёт к увеличению его стоимости и снижению эффективности.

Список использованных источников

1. 
   Домрачев Б.П. Тепловой расчёт пароводяных теплообменных аппаратов ТЭС. МУ по выполнению курсовой работы по ТМО. – Иркутск: ИрГТУ, 2007. – 28 с.
   
2. 
   Авчухов В.В., Паюсте Б.Я. Задачник по процессам тепломассообмена. – Москва: Энергоатомиздат, 1986.
   
3. 
   Исаченко В.П. [и др.]. Теплопередача/ В.П. Исаченко [и др.]. – М.: Энергоиздат, 1981. – 416 с.
   
4. 
   Александров А.А., Григорьев Б.А. Таблицы теплофизических свойств воды и водяного пара: справочник/ А.А.Александров, Б.А.Григорьев. – М.: Издательство МЭИ, 1999. – 168 с.
   
5. 
   Краснощёков Е.А., Сукомел А.С. Задачник по теплопередаче/ Е.А.Красно-щёков, А.С.Сукомел. – М.: Энергия, 1980. – 288 с.
   
6. 
   Назмеев Ю.Г., Лавыгин В.М.. Теплообменные аппараты тепловых электрических станций/ Ю.Г. Назмеев, В.М.Лавыгин. – М.: Энергоатомиздат, 1998. - 285 с.
   
7. 
   Промышленная энергетика и теплотехника: cправочник/ под ред. Б.А.Григорьева и В.М.Зорина. – М.: Энергоатомиздат, 1983. – 552 с.
   
8. 
   Рыжкин В.Я.Тепловые электрические станции/ В.Я. Рыжкин – М.: Энергоатомиздат, 1987. – 328 с.
   
9. 
   Тепло– и массообмен. Теплотехнический эксперимент: cправочник/
   

под ред. В.А.Григорьева и В.М.Зорина. – М.:Энергоиздат, 1982. – 552 с.

10. 
    Тепловые и атомные электрические станции: cправочник/ под ред. В.А.Григорьева и В.М.Зорина. – М.: Энергоиздат,1982. – 624 с.